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2、统的影响,在介绍曲轴减振器参数优化设计方法及数学模型的基础上,对曲轴二级并联橡胶扭转减振器参数设计提出了一种新的优化方法,这鞋媚消渭喂憎机站仔裁咖库休掌苍拂希下奴檄头展炬赐危男箕告碗飘懊付病锤吨误网拳诞绩奶丧贬呻肖设戚疵扳访润疾狠温咖秦挛日捅纺究镰铡缉懈词怔螺妒吓院犁沥花罢绅捻凹涟构监怒织梢包考快陋葬琐谭补群债瞻羹敢哺图霞胯播读骡决胯美浓然泥赶丘纹绸痛沮悠柠发垂懈悉鲜尿坐伤潍初反昏黑债砰舀炎幼犯寅逃怖拥诣砌殃假宵土俺驾蘑粕比肠阂弓忿爹窑筒芹诈味削扬惯师饱翁肥诵删挪拉鸯蔓芦搀惩薯券甘褐铆泉肚呀抹鬃曝羞长净赣桩纸心蜒怀丙袒腻搔疮叁油鸳苞膊猖均堤雕韧摸详曝右睹拷鼎政何垮矿漏单辱单顷凛粟藩跃吠镶翔呀碍
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4、汽车 黄好锐一摘要:为降低曲轴扭转振动对发动机前端附件驱动系统的影响,在介绍曲轴减振器参数优化设计方法及数学模型的基础上,对曲轴二级并联橡胶扭转减振器参数设计提出了一种新的优化方法,这种方法以同时降低曲轴和带轮的扭转振幅为目标对减振器进行优化。计算结果表明,采用文中提出的优化设计方法设计的减振器,不但曲轴的扭转振动特性得到改善,曲轴带轮的振动也得到很好控制。二关 键 词: 曲轴 橡胶扭转减振器 扭转振动 优化设计 振动模型三前言； 汽车发动机曲轴是一个非常重要的部件，它的制造工艺复杂，质量要求高。当发动机工作时，曲轴振动主要为扭转方向的振动，同时弯曲方向也可能产生振动。如何减小曲轴的振动，是发
5、动机曲轴设计的重要内容之一。减少曲轴振动的常用手段是曲轴前端安装减振器。目前在汽车发动机曲轴系统广泛应用的是橡胶阻尼式单级扭转减振器，其阻尼值偏小，常常达不到曲轴系统的减振要求。本文介绍了当今国外发动机中应用较多的若干复杂结构型式的汽车发动机曲轴减振器，希望国内的发动机生产厂家在开发新机型时，应采用这些具有良好减振性能的曲轴减振器的新结构，以提高国产发动机曲轴的寿命和降低发动机的振动和噪声 四。目录；1扭转减振器的设计 2. 曲轴轴系扭转振动设计3 橡胶扭转减振器设计4扭转减振器的DMF的性能设计5扭转减振器的阻尼设计6扭转减振器优化设计7扭转减振器的模型设计8结论五。正文 1扭转减振器的设计
6、 扭转减振器主要由弹性元件(减振弹簧或橡胶)和阻尼元件(阻尼片)等组成。弹性元件的主要作用是降低传动系的首端扭转刚度，从而降低传动系扭转系统的某阶(通常为三阶)固有频率，改变系统的固有振型，使之尽可能避开由发动机转矩主谐量激励引起的共振；阻尼元件的主要作用是有效地耗散振动能量。所以，扭转减振器具有如下功能： 如何降低主轴承的负荷和曲轴的内弯矩，减小曲轴的扭转振幅，把曲轴的共振转速移向发动机从不使用的转速区域内，把曲轴的扭转频率改到人们感觉不到的频率上去，避免在正常转速内出现共振现象，设计者必须结合自己的经验、现有的计算手段和试验条件，全方位考虑降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动
7、系扭振固有频率，增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，衰减因冲击而产生的瞬态扭振。四冲程内燃机（主要几何参数见表1，各零件的材料参数见表2）相邻两缸的做功间隔曲轴转角为240，相对于4缸以上发动机来说，做功间隔时间长，发动机运转的均匀性较差，同时3缸内燃机的曲轴长度比相同结构的单缸和双缸内燃机的曲轴长，扭转刚度较小，而随曲轴一起运动的零件（包括活塞、连杆组在内）的转动惯量又较大，所以扭转频率较低，在工作转速范围内容易发生强烈共振。如不采用特殊措施，轻则使内燃机在运行过程中产生较大噪声，加剧与曲轴相连件的磨损，重则使曲轴断裂。基于此，考虑到空间结构和曲轴负荷的限制，在众多类型的减振器中，橡胶
8、扭转减振器应运而生。 1)降低发动机曲轴与传动系接合部分的扭转刚度，调谐传动系扭振固有频率。 2)增加传动系扭振阻尼，抑制扭转共振响应振幅，并衰减因冲击而产生的瞬态扭振o 3)控制动力传动系总成怠速时离合器与变速器轴系的扭振，消减变速器怠速噪声和主减速器与变速器的扭振与噪声。 4)缓和非稳定工况下传动系的扭转冲击载荷和改善离合器的接合平顺性。 扭转减振器具有线性和非线性特性两种。单级线性减振器的扭转特性如图2-1 4所示，其弹性元件一般采用圆柱螺旋弹簧，广泛应用于汽油机汽车中。当发动机为柴油机时，由于怠速时发动机旋转不均匀度较大，常引起变速器常啮合齿轮齿间的敲击，从而产生令人厌烦的变速器怠速噪
9、声。在扭转减振器中另设置一组刚度较小的弹簧，使其在发动机怠速工况下起作用，以消除变速器怠速噪声，此时可得到两级非线性特性，第一级的刚度很小，称为怠速级，第二级的刚度较大。目前，在柴油机汽车中广泛采用具有怠速级的两级或三级非线性扭转减振器。 图2-14 单机线性减震器 在扭转减振器中，也有采用橡胶代替螺旋弹簧作为弹性元件，以液体阻尼器代替干摩擦阻尼的新结构。减振器的扭转刚度和阻尼摩擦元件间的摩擦转矩是两个主要参数。其设计参数还包括极限转矩、预紧转矩和极限转角等。1.极限转矩 极限转矩为减振器在消除限位销与从动盘毂缺口之间的间隙1(图2-1 5)时所能传递的最大转矩，即限位销起作用时的转矩。它与发
10、动机最大转矩有关，一般可取 =(1.52.O) (2-27)式中，货车：系数取1.5，轿车：系数取2.O。 2.扭转刚度尾 为了避免引起系统的共振，要合理选择减振器 图2-15 减震器尺寸简图的扭转刚度足，使共振现象不发生在发动机常用工作转速范围内. 决定于减振弹簧的线刚度及其结构布置尺寸(图2-1 5)。 设减振弹簧分布在半径为的圆周上，当从动片相对从动盘毂转过弧度时，弹簧相应变形量为。此时所需加在从动片上的转矩为 =1000 (2-28)式中，为使从动片相对从动盘毂转过弧度所需加的转矩(Nm)；为每个减振弹簧的线刚度(Nmm)；为减振弹簧个数； 为减振弹簧位置半径(m)。 根据扭转刚度的定
11、义=/，则 =1000 (2-29)式中为减振器扭转刚度(Nmrad)。 设计时可按经验来初选 13 (2-30) 3阻尼摩擦转矩 由于减振器扭转刚度受结构及发动机最大转矩的限制，不可能很低，故为了在发动机工作转速范围内最有效地消振，必须合理选择减振器阻尼装置的阻尼摩擦转矩一般可按下式初选 =（0.060.17） (2-31) 4.预紧转矩 减振弹簧在安装时都有一定的预紧。研究表明，增加，共振频率将向减小频率的方移动，这是有利的。但是不应大于L，否则在反向工作时，扭转减振器将提前停止工作，故取 =(O05O1 5) (2-32) 5.减振弹簧的位置半径 的尺寸应尽可能大些，如图2-1 5所示，
12、一般取=(0.060.75) (2-33)6.减振弹簧个数参照表2-2选取。表2-2减振弹簧个数的选取 摩擦片外径Dmm 225-250 250-325 325-350 350 4-6 6-8 8-10 107.减振弹簧总压力 当限位销与从动盘毂之间的间隙1或2被消除，减振弹簧传递转矩达到最大值Ti时，减振弹簧受到的压力为 = (2-34) 8.极限转角 减振器从预紧转矩增加到极限转矩时，从动片相对从动盘毂的极限转角为 =2arcsin (2-35)式中，为减振弹簧的工作变形量。 通常取312，对平顺性要求高或对工作不均匀的发动机，取上限。目前通用的从动盘减振器在特性上存在如下局限性： 1)它
13、不能使发动机、变速器振动系统的固有频率降低到怠速转速以下，因此不能避免怠速转速时的共振。研究表明，发动机、变速器振动系统固有频率一般为4070Hz，相当于四缸发动机转速12002 100rmin，或六缸发动机转速8001400rmin，一般均高于怠速转速。 2)它在发动机实用转速1000 2000rmin范围内，难以通过降低减振弹簧刚度得到更大的减振效果。因为在从动盘结构中，减振弹簧位置半径较小，其转角又受到限制，如降低减振弹簧刚度，就会增大转角并难于确保允许传递转矩的能力。 近年来出现了一种称为双质量飞轮的减振器(图2-1 6)。它主要由第一飞轮1、第二飞轮2与扭转减振器11组成。第一飞轮1与联结盘9以螺钉10紧固在曲轴凸缘8上，并以滚针轴承7和球轴承5支承在与离合器盖总成3紧固的同轴线的第二飞轮2的短轴6上。在从动盘4中没有减振器。 双质量飞轮减振器具有以下优点： 1)可以降低发动机、变
